Размерный анализ сборочной единицы (промежуточного вала редуктора)

Размерный анализ сборочной единицы (промежуточного вала редуктора)

МIНIСТЕРСТВО ОСВIТИ І НАУКИ УКРАЪНИ

ДОНЕЦЬКИЙ НАЦIОНАЛЬНИЙ ТЕХНIЧНИЙ УНИВЕРСИТЕТ

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання»

за темою: “Розмірний аналіз складальної одиниці”

ПК.04.29.07.00.00.000

Виконавець:

студент гр. МС - 05н Князев Я.И.

Консультант Лукичев А.В.

Нормоконтролер Сулейманов С.Л.

Донецьк 2008

РЕФЕРАТ

Курсова робота: 30 сторінок, 13 рисунків, 3 таблиці,

9 посилань, 1 додаток.

Об'єкт роботи: складальна одиниця.

Мета роботи: розробити й обґрунтувати технічні вимоги до складальної одиниці.

Приведено технічний опис складальної одиниці, технічні вимоги до неї; зроблене обґрунтування і вибір посадок гладких циліндричних з'єднань, підшипників кочення, шпонкових, різьбових з'єднань; зроблений розмірний аналіз складальної одиниці; приведене обґрунтування технічних вимог до деталей складальної одиниці; приведені вибір і розрахунок калібрів для контролю гладкого циліндричного з'єднання й обрані універсальні вимірювальні засоби для контролю розмірів валу; обраний комплекс показників і приладів для контролю точності зубчастого колеса.

КАЛІБР, ДОПУСК, ВІДХИЛЕННЯ, ПОСАДКА, НАТЯГ, ЗАЗОР, ТЕХНІЧНІ ВИМОГИ, РОЗМІР, З'ЄДНАННЯ.

ВСТУП

Прискорення соціально-економічного розвитку держави передбачає всіляку інтенсифікацію виробництва на основі науково-технічного прогресу. Останнім часом значно збільшився випуск нових видів машин і приладів, що відповідають сучасним вимогам. Це стало можливим не тільки за рахунок удосконалювання їхньої конструкцій і технології виготовлення, але й у результаті широкого використання внутрішньогалузевої і міжгалузевої спеціалізації на основі уніфікації і стандартизації виробів, агрегатів і деталей, застосування методів комплексної і випереджальної стандартизації, упровадження системи керування якістю й атестації продукції, системи технологічної підготовки виробництва.

При проектуванні нових сучасних машин і механізмів конструктор постійно користається стандартами. Застосовуючи сучасні стандарти, розроблювач закладає в технологічну документацію новітні досягнення науки і техніки з метою створення економічних і технічно досконалих конструкцій.

Виконання даної курсової роботи сприяє закріпленню теоретичних знань з дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація і технічні виміри» і практичному опануванню діючих стандартів.

Для фиксации наружных колец подшипников в корпусе редуктора -- привертные крышки, которые обеспечивают защиту от попадания пыли.

Сборка вала производится в следующей последовательности: на вал надевается коническое зубчатое колесо поз.2, затем дистанционное кольцо поз.4, косозубая шестерня поз.3, дистанционное кольцо поз.5. После чего поочередно напрессовываются подшипники поз.6 и 7. После этого вал устанавливается в редуктор с регулировкой осевой игры с помощью набора прокладок привертными крышками поз.8 и 9.

Рисунок 1.- Сборочная единица (промежуточный вал редуктора)

2 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Тип производства - единичное.

Передаваемый крутящий момент - 0,0722·103 Н*м.

Частота вращения вала n =576 об/мин.

Параметры шестерни: m n = 3 мм; z = 18 ; в = 10,730;

d =54,96 мм; a w = 200 мм.

Нагрузки, действующие на подшипниковые опоры:

RA = 2446 Н; RB = 1173 Н.

3 ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К СБОРОЧНОЙ ЕДИНИЦЕ

Назначаем в зависимости от окружной скорости степень точности косозубой шестерни поз. 3 и вала 1 [2, с. 330, табл. 5.12]:

-- 9 степень точности.

где v -- окружная скорость передачи, м/с;

d -- диаметр делительной окружности, мм;

n -- частота вращения, мин-1.

Определяем величину бокового зазора и назначаем вид сопряжения для шестерни поз. 3. Для этого рассчитываем минимальный необходимый боковой зазор в зубчатом зацеплении [2, c. 349 ]:

Jn min ? н + aw (б1*Дt1 - б2*Дt2 )·2 sinбw,

где н - боковой зазор для размещения слоя смазки

н = 0,01 mn = 0,01·3 = 0,030 мм = 30 мкм;

aw - межосевое расстояние быстроходной ступени;

Дt1, Дt2 - разность между рабочей температурой материала зубчатого колеса и корпуса и стандартной нормальной температурой соответственно (Дt1= 60?-20? = 40?С; Дt2 = 30? - 20? = 10?С);

б1, б2 - коэффициенты теплового линейного расширения материала зубчатого колеса и корпуса соответственно ( б1 = 12*10-6 мм / ?С,

б2 = 10*10-6 мм/?С) [ 3, c.188, табл. 1.62],

б w - угол профиля исходного профиля зуба (б w = 20? ).

Jn min ? 0,030 + 200 (12·10-6*40 ?10•10?6*10)•2 sin20? = 0,082 мм = 82 мкм

По [2, с. 336, табл. 5.17] назначаем вид сопряжения C, который обеспечит минимальный боковой зазор в зацеплении:

Jn min = 115 мкм > 82 мкм

Предельное отклонение межосевого расстояния:

fa = мм = мкм

В процессе эксплуатации зубчатая передача должна работать плавно, без шума.

Для нормальной работы узла необходимо обеспечить осевую игру - осевое перемещение подшипника из одного крайнего положения в другое. Принимаю осевую игру равной 0,04…0,07 мм [4, с. 167, табл. 13].

4 ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ПОСАДОК

Рисунок 3.- Схема полей допусков соединения

Назначаем посадку косозубой шестерни (поз 3) на вал по рекомендациям [6, с.66 ]: -- посадка с натягом. Проведем анализ посадки.

25H7 ES = +0,021 мм; EI = 0 мм [5, с. 76];

25r6 es = 0,041 мм; ei = 0,028 мм [5, с. 70].

Определяем минимальный Nmin и максимальный натяг в соединении Nmax , мм:

Nmin = ei - ES = 0,028 - 0,021 = 0,007 мм;

Nmax = es - EI = 0,041 - 0 = 0,041 мм.

Допуск посадки TS , мм:

TS = Nmax - Nmin = 0,041 - 0,007 = 0,034 мм.

Рисунок 3.- Схема полей допусков соединения

Назначаем посадку зубчатого колеса на вал по рекомендациям [6, с.66 ]: -- посадка с натягом. Анализ посадки аналогичен предыдущей.

Назначаем посадку дистанционного кольца на вал по рекомендации [6, с.91]. Так как выбор полей допусков отверстия и вала ничем не обусловлен, то назначаю посадку с гарантированным зазором , .

Эта посадка обеспечивает беспрепятственную установку дистанционного кольца на вал.

Предельные отклонения для обеих посадок одинаковы:

отверстия 28D9 ES = +0,117 мм; EI = +0,065 мм [5, с. 76];

вала 28js6 es = + 0,0065 мм; ei = - 0,0065 мм [5, с.70].

Предельные зазоры в соединении:

Smin = EI - es = 0,065 - 0,0065 = 0,0585 мм;

Smax = ES - ei = 0,117 - (-0,0065) = 0,1235 мм.

Допуск посадки TS , мм:

TS = Smax - Smin = 0,1235 - 0,0585 = 0,065 мм.

Рисунок 5.- Схема полей допусков соединения

4.2 Посадки подшипников качения

В качестве опор промежуточного вала редуктора выбраны роликовые радиально-упорные конические подшипники 0-го класса точности № 7305 ГОСТ 27365-87 (рисунок 6).

Рисунок 6. - Подшипник роликовый радиально-упорный конический № 7305

Основные геометрические параметры подшипника [4, с.481]:

d = 25 мм, D = 62 мм, Т = 18,25 мм, r = 2 мм , r1 = 0,8 мм.

Предельные отклонения размеров колец подшипников определяем по [2, с.273, 276 ]:

D: O 62-13;

d: O 25-10 ;

Т: O 18,25 - 0,200 .

Выбор посадок подшипников зависит от их типа и размера, условий эксплуатации, величины и направления действующих на них нагрузок, характера нагружения колец. Внутренне кольцо подшипника нагружено циркуляционно, а наружное местно.

Посадки колец подшипников назначаем по методике, изложенной в [2, с.285].

Определяю интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности внутреннего кольца подшипника:

где Fr - радиальная нагрузка на подшипник, Н;

b - рабочая ширина кольца подшипника, см

b = B - r - r1 = 17 -2-0,8 = 14,2 мм = 0,0142 м;

k1 - динамический коэффициент посадки (в условиях нормальной работы без перегрузок, толчков и вибраций k1 = 1);

k2 - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга ( при сплошном вале принимаю k2 = 1);

k3 - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения (для подшипников однорядных принимаю k3 = 1).

По рассчитанной интенсивности радиальной нагрузки назначаю поле допуска для вала [2, с.287, табл.4.92]: O25 js6. В результате получили посадку внутреннего кольца подшипника на вал: O25 .

Назначаю поле допуска для отверстия в корпусе редуктора под подшипник [2, с.287, табл.4.92]: O62 K7. В результате получили посадку наружного кольца подшипника в корпус: O62 .

Проанализируем назначенные посадки.

Соединение O25 - переходная посадка.

Предельные отклонения внутреннего кольца подшипника O25 L0:

ES = 0мм; EI = - 0,012 мм.

Предельные отклонения вала O25 js6:

es = + 0,0065 мм; ei = - 0,0065 мм.

Предельные значения натяга и зазора в соединении:

N max = 0,0065 - (-0,012) = 0,0185 мм;

S max = 0 - (- 0,0065) = 0,0065 мм.

Допуск посадки: T N = 0,0065 + 0,0185 = 0,025 мм.

Рисунок 8.- Схема полей допусков соединения O25 Соединение O62 - переходная посадка

Предельные отклонения отверстия в корпусе O62 K7:

ES = + 0,009 мм; EI = - 0,021 мм.

Предельные отклонения внутреннего кольца подшипника O62 l0:

es = 0 мм; ei = - 0,015 мм.

Предельные значения зазора в соединении:

N max = 0 - (-0,021) = 0,021 мм;

S max = 0,009 - (- 0,015) = 0,024 мм.

Допуск посадки:

T S = 0,021 + 0,024 = 0,045 мм.

Рисунок 9.- Схема полей допусков соединения O62

4.3 Посадки шпоночных соединений

Для шпоночных соединений (шпонка b x h х l = 8 х 7 х 30, 8 х 7 х 60 мм ГОСТ 23360-78) принимаю для единичного производства нормальное соединение [2, с.237, табл.4.65].

Соединения шпонок с валом: ;

Соединения шпонок со втулками: ;

Проанализируем эти посадки.

Предельные отклонения ширины пазов на валах: ;.

Предельные отклонения ширины пазов во втулках: .

Предельные отклонения ширины шпонок:

Посадка шпонки на вал ; - переходная.

Предельные значения зазоров и натягов в соединениях:

Smax = ES - ei = 0 - (- 0,036) = 0,036 мм;

Nmax = es - EI = 0 - (- 0,036) = 0,036 мм.

Допуск посадки:

TS,N = Smax + Nmax = 0,036 + 0,036 = 0,072 мм.

Посадка шпонки во втулку ; - переходная.

Предельные значения зазоров и натягов в соединениях:

Smax = ES - ei = 0,018 - (- 0,036) = 0,054 мм;

Nmax = es - EI = 0 - (- 0,018) = 0,018 мм.

Допуск посадки:

TS,N = Smax + Nmax = 0,054 + 0,018 = 0,072 мм.

Рисунок 9. - Схемы полей допусков шпоночных соединений:

а - шпонка b x h x l = 8 x 7 x 30 мм;

Размерный анализ сборочной единицы будем производить методом регулирования, при котором предписанная точность исходного (замыкающего) размера достигается преднамеренным изменением (регулированием) величины одного из заранее выбранных составляющих размеров, называемого компенсатором [7, с.169]. Для заданной сборочной единицы (рис. 12) роль компенсирующих размеров выполняют прокладки.

Рисунок 12.- Сборочная размерная цепь

Для нормальной работы роликовых радиально-упорных подшипников между крышкой и торцом подшипника необходимо обеспечить зазор для компенсации теплового расширения вала. Величину зазора принимаю равной А0 = 0,04…0,07 мм. На рисунке 12 представлена размерная цепь с исходным звеном А0. Звенья - увеличивающие, - уменьшающие.

Сумма размеров звеньев является компенсатором. Номинальные размеры звеньев цепи, их характеристики, отклонения и допуски приведены в таблице 1.

Таблица 1.- К расчету размерной цепи методом регулирования

Определяем номинальный размер компенсатора:

Распределим номинальный размер k: А2 = 2, А4 =2,07 мм.

На изготовление всех размеров (деталей) размерной цепи назначаю допуски по 9 квалитету. Определяем величины допусков на изготовление всех деталей и проставим предельные отклонения в тело деталей, то есть по ходу обработки сопрягаемых поверхностей [3, с.44]. Звенья А6 и А8 являются шириной кольца подшипника и допускаемые отклонения его по ГОСТ 520-71 [2, с.273]равны: es = 0 мм; ei = -0,2 мм = - 200 мкм.

Сумма допусков составляющих звеньев:

Допуск замыкающего звена:

Предельные отклонения компенсатора:

;

;

.

Определим величину компенсации :

Проверяю расчет:

.

Рассчитываю предельные размеры компенсатора:

Принимаю за постоянные прокладки.

Количество сменных прокладок:

Толщина сменных прокладок:

Из-за большого количества получившихся прокладок принимаем стандартные прокладки 1 прокладки 0,9 мм, и 1 прокладку 0,03 мм.

Таким образом, в комплект входят постоянные прокладки толщиной 2,0 мм 1,3 мм, 0,9 мм и 1 сменная прокладка толщиной 0,03 мм.

6 ОБОСНОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКИХ ТРЕБОВАНИЙ К ДЕТАЛЯМ

6.1 Промежуточный вал

Допуск цилиндричности посадочного места под косозубую шестерню и коническое зубчатое колесо [6, с. 88, табл. 8.3]:

Tф = 0,3Td = 0,3 0,013 = 0,0039 ? 0,004 мм.

Допуск цилиндричности посадочных мест под подшипники качения класса точности 0 [6, с. 88, табл. 8.3]:

Tф = 0,3Td = 0,3 0,013 = 0,0039 ? 0,004 мм.

Допуски соосности посадочных поверхностей [6, с. 87…88]:

- для зубчатого колеса Т = 0,02 мм.

- Для шестерни Т = 0,02 мм.

Допуск перпендикулярности торцов вала для базирования подшипников качения [6, с. 88, табл. 8.3]: Т = 0,008 мм.

Допуск параллельности расположения шпоночного паза [6, с. 88]:

Т = 0,5 • Тш.п.= 0,5 • 0,036 = 0,018 мм;

Допуск симметричности расположения шпоночного паза:

Т = 2 • Тш.п.= 2 • 0,036 = 0,072 мм;

7.2 Расчет размеров калибров для гладкого

цилиндрического соединения

В данной курсовой работе необходимо рассчитать калибр-пробку и калибр-скобу для отверстия и для вала .

Для расчета размеров калибров выберем по [5, с.266…269, табл.1] следующие данные:

смещение поля допуска калибра внутрь поля допуска детали Z (Z1) и (1);

допустимый выход размера изношенного калибра за границу поля допуска калибра-пробки Y и калибра-скобы Y1;

допуск на изготовление калибра-пробки H и калибра скобы H1;

допуск на изготовление контркалибра для пробки Hp.

Предельные размеры для отверстия :

Dmax = D + ES = 25 + 0,021 = 25,021 мм;

Dmin = D + EI = 25 + 0 = 25 мм.

По [5, с. 266…269, табл. 1] для IT7 и интервала размеров 18…30 мм находим данные для расчета калибров Z = 0,003 мм; Y = 0,003 мм; = 0 мм; H = 0,004 мм. Формулы для расчета размеров калибров по [5, с. 270, табл. 2].

Предельные размеры проходного нового калибра-пробки:

ПРmax = Dmin + Z + H / 2 = 25 + 0,003 + 0,004 / 2 = 25,005 мм;

ПРmin = Dmin + Z - H / 2 = 25 + 0,003 - 0,004 / 2 = 25,001 мм.

Исполнительный размер калибра-пробки ПР 25,005-0,004.

Наименьший размер изношенного проходного калибра-пробки:

ПРизн = Dmin - Y = 25 - 0,003 = 24,997 мм.

Когда калибр ПР будет иметь этот размер, его нужно изъять из эксплуатации.

Предельные размеры непроходного нового калибра-пробки:

НЕmax = Dmax + H / 2 = 25,021 + 0,004 / 2 = 25,023 мм;

НЕmin = Dmax - H / 2 = 25,021 - 0,004 / 2 = 25,019 мм.

Исполнительный размер калибра-пробки НЕ 25,023-0,004.

Предельные размеры для вала :

dmax = d + es = 25 + 0,041 = 25,041 мм;

dmin = d + ei = 25 + 0,028 = 25,028 мм.

По [5, с. 266…269] для IT6 и интервала размеров 18…30 мм находим данные для расчета калибров 1 = 0 мм; Z1 = 0,003 мм; Y1=0,003 мм;
Н1=0,004 мм; Нр=0,0015 мм. Формулы для расчета размеров калибров по [5, с. 270, табл. 2].

Предельные размеры проходного нового калибра-скобы:

ПРmax = dmax - Z1 + H1 / 2 = 25,041 - 0,003 + 0,004 / 2 = 25,040 мм;

ПРmin = dmax - Z1 - H1 / 2 = 25,041 - 0,003 - 0,004 / 2 = 25,036 мм.

Исполнительный размер калибра-скобы ПР 25,036+0,004.

Наибольший размер изношенного проходного калибра-скобы:

ПРизн = dmax + Y1 = 25,041 + 0,003 = 25,044 мм.

Когда калибр ПР будет иметь этот размер, его нужно изъять из эксплуатации.

Предельные размеры непроходного нового калибра-скобы:

НЕmax = dmin + H1 / 2 = 25,028 + 0,004 / 2 = 25,030 мм;

НЕmin = dmin - H1 / 2 = 25,028 - 0,004 / 2 = 25,026 мм.

Исполнительный размер калибра-скобы НЕ 25,026+0,004.

Предельные размеры проходного контркалибра:

К-ПРmax = dmax - Z1 + Hp / 2 = 25,041 - 0,003 + 0,0015 / 2 = 25,03875 мм;

К-ПРmin = dmax - Z1 - Hp / 2 = 25,041 - 0,003 - 0,0015 / 2 = 25,03725 мм.

Исполнительный размер контркалибра К-ПР 25,03725-0,0015.

Предельные размеры контркалибра для контроля износа:

К-Иmax = dmax + Y1 + Hp / 2 = 25,041 + 0,003 + 0,0015 / 2 = 25,04475 мм;

К-Иmin = dmax + Y1 - Hp / 2 = 25,041 + 0,003 - 0,0015 / 2 = 25,04325 мм.

Исполнительный размер контркалибра К-И 25,04325-0,0015.

Предельные размеры непроходного контркалибра:

К-НЕmax = dmin + Hp / 2 = 25,028 + 0,0015 / 2 = 25,02875 мм;

К-НЕmin = dmin - Hp / 2 = 25,028 - 0,0015 / 2 = 25,02725 мм.

Исполнительный размер контркалибра К-НЕ 25,02725-0,0015.

Таблица 3.- Расчет размеров калибров

Рисунок 13.- Схемы полей допусков на изготовление калибра-пробки (а) и калибра-скобы (б)

8 КОНТРОЛЬ ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТОЙ ШЕСТЕРНИ

Контролирую точность цилиндрической косозубой шестерни со следующими параметрами: mn = 3 мм; z = 18; ; d = 54,96 мм; степень точности 9С.

Боковой зазор в зубчатой передаче определяется как зазор, обеспечивающий свободный проворот зубчатой шестерни при неподвижной сопрягаемой зубчатой шестерне. С целью обеспечения гарантированного бокового зазора осуществляется дополнительное смещение исходного контура зубонарезного инструмента.

Боковой зазор можно контролировать хордовым зубомером путем измерения толщины зуба по постоянной хорде.

Определяю номинальную толщину зуба по постоянной хорде [2, с.358, табл.5.29]:

Sc = 1,387· mn= 1,387·3= 4,161 мм.

Высота до постоянной хорды [2, с.358, табл.5.29]:

hc = 0,7476 · mn = 0,7476· 3 = 2,2428 мм.

Наименьшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде [2, с.346]:

Ecs = - 0,070 мм.

Допуск на толщину зуба по постоянной хорде при Fr = 0,071 мм [2, с.347, табл.5.23]:

Тс = 0,140 мм.

Наибольшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде:

;

Таким образом, толщина зуба по постоянной хорде, проставляемая в таблице параметров на рабочем чертеже зубчатого колеса равна:

.

В условиях крупносерийного производства в контрольный комплекс входят:

- контроль колебания измерительного межосевого расстояния за один оборот колеса ;

- контроль колебания длины общей нормали .

Определяю допуск на колебание измерительного межосевого расстояния за один оборот шестерни [5, с.181, табл.2]:

= 0,160 мм

Для контроля колебания измерительного межосевого расстояния

применяется межосемер МЦМ-300 [5, с.402, табл.5].

Допуск на колебание длины общей нормали для колес 9 степени точности и грубее не нормируется.

В контрольный комплекс входят:

- допуск на местную кинематическую погрешность ;

- предельные отклонения шага зацепления

- допуск на погрешность профиля

Определяем допуски на эти величины [5, с.188, табл.4]:

= 0,056 мм;

= ± 0,040 мм;

= ± 0,034 мм.

Для контроля параметров и применяется межосемер МЦМ-300.

Для контроля параметра используют шагомер БВ 5043 [5, с.403, табл.5].

Контроль полноты контакта

Основным показателем полноты контакта зубьев является суммарное пятно контакта. Относительные размеры суммарного пятна контакта [5, с.199, табл.8]:

- по высоте зубьев 30 %;

- по длине зубьев 40 %.

Контроль показателей полноты контакта осуществляют на контрольно-обкатном станке при зацеплении с образцовым колесом.